10. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения при изгибе изменяются по симметричному циклу, а касательные при кручении  по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S ≥ [S].

Расчетное значение S должно быть не ниже допускаемого [S]=2,5.

При условии выполнения специального расчета вала на жесткость допускается снижение [S] до 1,7.

Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал. Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), то есть сталь 45, термическая обработка  улучшение.

По табл. 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d_a1 = 68 мм) среднее значение предела прочности _B=780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1 0,43_B = 0,43 ^. 780 = 335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

_-10,58_-1 = 0,58 ^. 335 = 193 МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

.

При d = 32 мм; b =10 мм; t₁ = 5 мм по табл. 8.5 [1] момент сопротивления кручению:

;

.

Принимаем к_. = 1,68 (см. табл. 8.5 [1]), _0,76 (см. табл. 8.8 [1]), _≈0,1.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редуктора предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5, при 25^.10³ Н^.мм < T_Б< 250^.10³ H^.мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм (муфта УВП для валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

где МПа;МПа.

получаем , при_m=0,2.

Результирующий коэффициент запаса прочности

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Ведомый вал. Материал вала – сталь 45, нормализованная; _B = 570 МПа (см. табл. 3.3 [1]). Пределы выносливости _-1= 0,43570 =246 МПа и _-1 = 0,58246 = 142 МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5 [1]): К_ = 1,59 и К_ =1,49; масштабные факторы _= 0,82; _r = 0,7 (см. табл. 8.8 [1]); коэффициенты _  0,15 и _  0,1 (см. с. 163 и 166 [1]).

Крутящий момент T₂ = 27710³ Hмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

M_y = R_X3 l₂ = 1125 68 = 76,510³ H^.мм;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

H^.мм;

суммарный изгибающий момент в сечении А-А

H^.мм.

Момент сопротивления кручению (d = 50 мм; b = 12 мм; t₁ = 5 мм)

мм³.

Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5 [1])

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

МПа.

Среднее напряжение _m= 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.